金玉珍， 胡小冬， 林培峰， 胡旭東

(浙江理工大學 機械與自動控制學院， 浙江 杭州 310018)

噴氣織機打緯機構及墻板的振動特性

金玉珍， 胡小冬， 林培峰， 胡旭東

(浙江理工大學 機械與自動控制學院， 浙江 杭州 310018)

針對噴氣織機四連桿打緯機構隨著轉速的不斷提高會引起的強烈振動和噪音問題，采用理論分析、數值模擬和實驗相結合的方法對打緯機構及墻板的振動特性進行研究。分析四連桿打緯機構的動力學特性，基于有限元法分析四連桿打緯力對織機墻板振動的影響，建立打緯機構的曲柄旋轉角度與打緯力、織機墻板最大振動應力和加速度的關系，確定織機墻板上最大振動以及最大應力產生的位置。結果表明，墻板發(fā)生共振的頻率約為44.5 Hz，與噴氣織機主振頻率非常接近，墻板的最大振動主要集中在打緯機構附近，而最大應力主要集中在墻板中部和下部，并非墻板的最大振動處。

噴氣織機； 打緯機構； 有限元法； 振動特性

機械振動是一種常見的物理現象，通常情況下振動的存在會影響機器的正常運轉，還會引發(fā)噪聲及環(huán)境污染。隨著噴氣織機轉速的提高，織機四連桿打緯機構引起的振動和噪聲日益影響織機的正常運轉。研究結果顯示，轉速為600 r/min時，織機墻板的最大振動加速度達16 m/s2，實測噪聲超過86 dB，而噪聲的無害區(qū)小于60 dB，噴氣織機的噪聲遠遠超過了噪聲的無害區(qū)，員工在噪聲超過85 dB的環(huán)境中，將導致噪聲性耳聾[1]。

國內外不少學者借助MatLab/Simulink[2]、SolidWorks simulation[3]等工具，以及其他特殊的方法，比如ODS法[4]，對織機機架或墻板進行模態(tài)分析和振動分析，建立了織機機架振動的有限元模型[5]和劍桿織機墻板有限元模型[6]，用于研究機架或墻板的材料、結構和剛度等對織機振動的影響。通過改變機架或墻板的材料、結構和質量，來減輕織機的振動。馮偉、沈丹峰等[7-8]專門對LL680織機進行動態(tài)特性測試，分析機構的薄弱環(huán)節(jié)，以及織機結構的高速動態(tài)特性。本文在已有的研究基礎上將噴氣織機四連桿打緯機構與墻板相結合，分析打緯機構對墻板振動產生的影響，包括打緯機構動力學分析、墻板模態(tài)分析、墻板應力分析以及加速度分析，并與實驗相結合，期望為噴氣織機打緯機構的優(yōu)化提供理論參考和改進方向。

1 噴氣織機打緯機構分析

噴氣織機四連桿打緯機構的打緯過程可分為打緯行程和空行程。為了節(jié)省空回的時間，要求空行程快速返回；打緯過程又需要很大的力，則要求較低的速度獲得較大的打緯力，這樣機構便具有了急回運動的特性。圖1示出具有急回特性的曲柄搖桿機構簡圖。

圖1中θ為極位夾角，其數學表示公式為

(1)

(2)

θ=∠C1AD-∠C2AD

(3)

所以行程速比系數K，計算式為

(4)

式中：Td為打緯行程所需要的時間；Tk為空行程所需的時間。

打緯機構對墻板的沖擊載荷是導致噴氣織機墻板振動的主要因素，為研究作用力對墻板振動的影響，根據四連桿機構的結構簡圖建立曲柄、牽手和筘座的理論動力學模型，其受力分析如圖2所示。

應用達朗貝爾原理，列出圖2所示曲柄的動力學方程為

(5)

(6)

(7)

式中：FAx和FAy為曲柄A端作用力；FBx和FBy為曲柄B端的作用力；m1為曲柄的質量；a1x為曲柄x方向加速度；a1y為曲柄y方向加速度；W1為曲柄的重力；Md為曲柄的轉矩；S1為曲柄的質心。

同理可列出牽手的動力學方程：

(8)

(9)

(10)

式中：FBx和FBy為牽手B端的作用力；FCx和FCy為牽手C端的作用力；m2為牽手的質量；a2x為牽手x方向加速度；a2y為牽手y方向加速度；W2為牽手的重力；-JS2α為牽手的慣性力矩；S2為牽手的質心。

(11)

(12)

(13)

式中：FCx和FCy為筘座腳C端的作用力；FDx和FDy為筘座腳D端的作用力；m2為牽手的質量；a3x為筘座腳x方向加速度；a3y為筘座腳y方向加速度；W3為筘座腳的重力；-JS3α為筘座腳的慣性力矩；S3為牽手曲柄的質心。

將以上3組動力學方程整理為矩陣的形式：

(14)

簡寫為

(15)

對上式進行求解可得各作用力為

(16)

因此曲柄座的支反力FRAx=FAx、FRAy=FAy；筘腳座的支反力FRDx=FDx，FRDy=FDy。

2 四連桿機構的動力學仿真

圖3示出曲柄支座和筘座腳支座的支反力。曲柄轉速為600 r/min，從圖中的B1點開始順時針旋轉，旋轉周期為0.1s。利用動力學仿真得到四連桿機構對墻板的沖擊力FRAx、FRAy、FRDx和FRDy。由圖可知當曲柄轉角接近180°時，沖擊力達到最大值。

打緯力隨著曲柄旋轉角度的變化，呈現周期性變化，打緯力的周期與曲柄旋轉周期一致。曲柄從圖1的B1點開始順時針旋轉，當曲柄轉角接近180°時，x方向的沖擊力達到最大值。其中曲柄支座的x方向支反力約為15 000 N，筘座腳支座的x方向支反力約為20 000 N。說明筘座腳支座的支反力對墻板振動的影響更大。因此筘座腳支座慣性力和慣性力矩的優(yōu)化可以減小墻板的沖擊載荷，減小振動和噪聲。

3 織機墻板振動動態(tài)特性分析

3.1 模態(tài)分析

由于織機墻板空間質量的分布和各點均具有不同的變形，將墻板作為一連續(xù)系統(tǒng)模型來處理[10]。將墻板連續(xù)系統(tǒng)離散為多自由度的系統(tǒng)，對于織機墻板這種具有微小位移的多自由度彈性系統(tǒng)，其無阻尼自由振動方程為

(17)

式中：[M]為墻板系統(tǒng)的質量矩陣；[K]為墻板系統(tǒng)的剛度矩陣；{X}為廣義的位移列向量。

織機墻板的自由振動為簡諧振動，則位移為正弦函數：

(18)

式中：X為振幅矩陣；φ為初始相位角；ω為頻率。

將式(18)對時間2次求導，得到廣義加速度矩陣

(19)

將式(18)和(19)代入式(17)得

(20)

表1示出噴氣織機墻板的前十階固有頻率。圖4示出噴氣織機墻板的前兩階振型。圖4(a)為一階振型；圖4(b)為二階振型。當頻率為45.209Hz時，前、后下梁向外彎曲，最大彎曲位置為梁的中間部位；當頻率為45.627Hz時，前下梁向內彎曲，后下梁向外彎曲，最大彎曲位置也為梁的中間部位。此二階固有頻率下的位移幅值都比較大，對墻板結構影響最為嚴重。因此墻板發(fā)生共振的頻率為44.5Hz左右，與噴氣織機主振頻率較為接近，使得織機墻板更容易產生共振，導致實際工作中墻板振動強烈。

表1 噴氣織機墻板前十階固有頻率

3.2 應力分析

von Mises應力是一個集中了三維應力狀態(tài)的6個應力分量的應力度量值。對于一個微元體而言，可由3個主應力分量來描述，即σ1、σ2和σ3它們的方向垂直于微元體表面。根據第四強度理論，von Mises應力可以表示為

(21)

由圖(3)、(4)可知沖擊力呈周期性變化，在0～0.025、0.025～0.050、0.050～0.075和0.075～0.100s下分別對墻板進行動態(tài)應力仿真。由于墻板上有軸、梁的安裝孔位以及其他的孔位，為了避開這些孔位，在墻板上均勻布置7個檢測點，分別為A、B、C、D、E、F和G，并在墻板上加上四連桿機構的支反力，如圖5所示。仿真得到每個點隨曲柄旋轉角度變化的應力大小，結果如圖6所示。

由應力分析圖可知，當曲柄從B1開始旋轉，旋轉到B2(即打緯行程)，墻板各點的應力值處于大致上升的過程，其中G點的應力最大，應力集中最嚴重，而D點的應力最小。其中打緯行程中，墻板各點應力最集中的時間段是在曲柄旋轉到B2附近，而并非是沖擊力最大的時間段。噴氣織機打緯機構旋轉速度高，造成交變應力集中頻繁，給噴氣織機墻板帶來巨大的危害。當曲柄從B2開始旋轉，旋轉到B1(即空行程)，墻板各點的應力瞬間減小很多?？招谐踢^程，墻板受力較小，相比而言A點的應力最大，而不再是G點，因此打緯過程墻板應力主要集中在A點和G點這塊區(qū)域。

3.3 加速度分析

仿真得到每個點隨曲柄旋轉角度變化的加速度，如圖7所示。

由加速度分析圖可知，當曲柄從B1開始旋轉到B2(即打緯行程)，墻板各點的加速度值處于波動上升的過程，其中D點的加速度最大，振動劇烈，而B點的加速度最小。打緯行程中，墻板振動幅值最大的時間段主要集中在曲柄旋轉到B2附近，并非是沖擊力最大的時間段。

當曲柄從B2開始旋轉到B1(即空行程)，回轉的瞬間D點的加速度達到最大值15 m/s2。隨后墻板各點的加速度明顯減小許多?？招谐踢^程D點的加速度最大，因此，打緯過程中墻板振動最劇烈的部位主要集中D和E點附近。

4 實驗驗證

圖8示出墻板振動加速度測試原理圖。當轉速為600 r/min時，對某噴氣織機進行振動加速度實驗測試。結果顯示，最大振動加速度產生在D點，約為16 m/s2。仿真得到的最大振動加速度也產生在D點，約為15 m/s2，與實驗結果相符。

5 結 論

本文以噴氣織機四連桿打緯機構為研究對象，對其打緯機構振動噪聲源分析，對其織機墻板振動仿真，得出打緯機構的曲柄旋轉角度與打緯力、織機墻板最大振動應力和加速度及其區(qū)域分布的關系等，結果表明：

1)打緯力隨著曲柄旋轉角度的變化呈周期性變化，打緯力的周期與曲柄旋轉周期一致。當曲柄轉角接近180°時，沖擊力達到最大值。其中筘座腳支座的支反力的峰值大于曲柄支座的支反力的峰值，因此，筘座腳支座慣性力和慣性力矩的優(yōu)化可以很好的減小墻板的沖擊載荷，減小振動和噪聲。

2)墻板發(fā)生共振的頻率為44.5 Hz左右，與噴氣織機主振頻率非常接近。優(yōu)化織機墻板結構，改變墻板的彈性模量和質量可改變墻板的固有頻率，使其固有頻率偏離噴氣織機主振頻率，避免發(fā)生強烈的共振。

3)應力分析顯示，打緯過程墻板應力主要集中在A點和G點附近，因此，有效地改善點和點附近的結構，可以很好地減小應力集中對噴氣織機墻板帶來的危害。

4)加速度分析顯示，墻板振動最劇烈的區(qū)域主要集中在D和E點附近，即打緯機構附近，因此，通過在D和E點附近涂阻尼層、安裝減振裝置等方法，可以很好地減小振動和噪聲。

FZXB

[1] MINJA B M, MOSHI N H, RIWA P. Noise induced hearing loss among industrial workers in dares salaam[J]. East African Medical Journal, 2003, 80(6): 298-302.

[2] JIN Xin, HE Yulin, LIU Hua. Vibration analysis of wind turbine based on Pitt-Peter theory[J]. Engineering Mechanics, 2008, 25(7): 28-34.

[3] PAUL Kurowski. Engineering Analysis with SolidWorks Simulation 2013[M]. Kansas: Schroff Development Corp, 2013:10-50.

[4] 吳鋒, 張升陛. 織機機架結構動態(tài)特性分析及織機運轉狀態(tài)下的振動分析[J]. 機械科學與技術, 1997, 16(3): 464-469. WU Feng, ZHANG Shengbi. Dynamic characteristics analysis on loom frame structure and loom vibration analysis under operation condition[J]. Mechanical Science and Technology, 1997, 16(3): 464-469.

[5] 薛元, 李風強. 織機機架振動有限元分析[J]. 青島大學學報, 1998, 13(2): 41-47. XUE Yuan, LI Fengqiang. Finite element analysis of the loom framework vibration[J]. Journal of Qingdao University, 1998, 13(2): 41-47.

[6] 宋梅利, 吳小平, 王公廉，等. 劍桿織機振動問題的有限元模態(tài)響應分析[J]. 蘇州大學學報, 2003, 23(1): 58-62. SONG Meili, WU Xiaoping, WANG Gonglian, et al. Rapier loom vibration finite element modal response analysis of the problem [J]. Journal of Soochow University, 2003, 23(1): 58-62.

[7] 馮偉, 張秋菊, 管仁偉. L680撓性劍桿織機動態(tài)特性測試研究[J]. 機械設計與制造, 2010(1): 120-122.

FENG Wei, ZHANG Qiuju, GUAN Renwei. Dynamic characteristics testing of L680 flexible rapier loom[J]. Machinery Design & Manufacture, 2010(1): 120-122.

[8] 沈丹峰, 趙寧, 張華安，等. 織機四連桿打緯機構對主墻板的動應力分析[J]. 紡織學報, 2013, 34(1): 110-115. SHEN Dangfeng, ZHAO Ning, ZHANG Hua′an, et al. Dynamic stress analysis of four-bar linkage beating-up mechanism on loom wallboard[J]. Journal of Textile Research, 2013, 34(1): 110-115.

[9] WANG Yiqian, SI Hongzong, SU Yimin, et al. High speed dynamic characteristics research for L680 flexible rapier loom[J]. Materials Science and Engineering, 2013, 851(850): 274-278.

[10] WEN B C, ZHANG H, LIU S Y. Theory and Techniques of Vibrating Machinery and Their Applica-tions[M]. Beijing: Science Press, 2010: 1-50.

Vibration characteristics of wallboard and four-bar linkage beating-up mechanism of air-jet loom

JIN Yuzhen， HU Xiaodong， LIN Peifeng， HU Xudong

(FacultyofMechanicalEngineeringandAutomation，ZhejiangSci-TechUniversity,Hangzhou,Zhejiang310018,China)

For four-bar linkage beating-up mechanism of the air-jet loom, strong vibrations and noise will be caused by the increased speed. In this paper, the vibration characteristics of beating-up mechanism and wallboard were analyzed by theoretical analysis, numerical simulation and experiments. Firstly, the dynamic characteristics of the four-bar linkage beating-up mechanism were analyzed. And the influence of the four-bar linkage beating-up mechanism on the vibration of the loom wallboard was analyzed based on the finite element method. Through analysis, the relationship of the crank angle of rotation and the forces of beating-up mechanism, the maximum vibration stress and acceleration of loom wallboard were established. Lastly, the location of the maximum vibration and the maximum stress were determined. The results show that the resonance frequency of the wallboard is about 44.5 Hz, which is very close to the main vibration frequency of the air jet loom. The maximum vibration of the loom wallboard is mainly concentrated near the beating-up mechanism. However, the maximum stress is mainly concentrated near the middle and lower part of the loom wallboard instead of the largest vibration of the loom wallboard.

air-jet loom； beating-up mechanism; finite element method； vibration characteristics

10.13475/j.fzxb.20150601607

2015-06-09

2016-04-05

國家自然科學基金項目(51576180，51206149)；浙江省自然科學基金項目(LZ14E050004)；浙江理工大學流體工程技術創(chuàng)新團隊項目(11132932611309)；浙江理工大學研究生創(chuàng)新研究項目(YCX14026)

金玉珍(1979—)，女，副教授，博士。主要研究方向為紡織裝備。E-mail：gracia1101@foxmail.com。

TS 103.3

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